РАЗДЕЛ 2
ВЛИЯНИЕ ИНТЕНСИВНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА И ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЙ В ОСНОВНЫХ
БЛОКАХ И ЭЛЕМЕНТАХ ТРУБНОЙ
ОБВЯЗКИ хм и тн НА ИХ ЭФФЕКТИВНОСТЬ
2.1. Некоторые предпосылки и исходные положения
Несмотря на достаточно продолжительную предысторию научно-технических
исследований и практического опыта эксплуатации ХМ и ТН, влияние гидродинамики
процессов в основных блоках контура и его соединительных элементах на
эффективность цикла в имеющихся научных публикациях не получило достаточного
отражения.
Вместе с тем, в зависимости от технологической функции ХМ и ТН и особенностей
компоновки основного оборудования, потребляющего холод или теплоту, влияние
указанного фактора может быть достаточно весомым. Это обусловлено тем, что
длина трубопровода, соединяющего с одной стороны испаритель с компрессором, а с
другой – с дросселирующим устройством и конденсатором, может быть значительной.
В связи с этим возникает задача, связанная с установлением влияния длины и
диаметра каналов соединительных трубопроводов на эффективность установки.
Помимо чисто термодинамической оценки влияния гидравлических сопротивлений
испарителя, конденсатора и элементов трубной обвязки на эффективность цикла ХМ
или ТН возникает и другая задача. Речь идет о возможности оптимального выбора
диаметра канала трубных элементов, т.к. наличие большого диаметра приводит к
росту материальных затрат, а при уменьшении диаметра возникают дополнительные
потери энергии, связанные с прокачкой хладагента, что естественно, скажется на
холодопроизводительности ХМ и теплопроизводительности ТН.
В одной из недавних работ [142], базировавшейся на более раннем исследовании
[143] применительно к работе ТН, исследовано влияние гидродинамики тракта его
обвязки на тепловую эффективность. По известным соображениям ряд выводов,
полученных в этих работах, с качественной точки зрения можно распространить и
на оценку эффективности холодильной машины.
Вычислительный эксперимент, выполненный в [142], показал, что необратимые
потери давления в соединительных трубопроводах оказывают влияние на
эффективность работы ТН. В работе [142] даны два цикла для трубопроводов разной
длины с диаметром 15 мм, соединяющих испаритель с компрессорно-конденсационным
блоком. Показано, что параметры цикла с ростом длины трубопровода изменяются.
Авторами особенно выделяется роль падения давления на входе в компрессор, так
как это приводит к уменьшению плотности хладагента, а, соответственно, и
массового расхода в контуре циркуляции. Для количественной оценки влияния
потерь давления авторы [142] рассмотрели ТН с хладагентом R22 при использовании
атмосферного воздуха со средней температурой 21 °С в качестве
низкопотенциального источника теплоты. Температура хладагента на входе в
испаритель принималась равной 10 °С, а температура конденсации после охлаждения
пара составляла 50 °С. В расчетном исследовании диаметр соединительных
трубопроводов dт принимается равным 12, 16 и 20 мм. Показано, что при dт = 15
мм с увеличением длины трубопровода Lт с 2 до 15 м теплопроизводительностьТН
соответственно уменьшается на 16,2%. Кроме того, в этой же работе показано, что
при увеличении длины соединительного трубопровода из-за роста потерь давления
теплопроизводительность ТН уменьшается тем сильнее, чем меньше диаметр
трубопровода. Так, при длине трубопровода 15 м и уменьшении его диаметра с 20
до 12 мм теплопроизводительность уменьшалась на 17,1%.
На уменьшение холодопроизводительности ХМ и увеличение потребляемой ею энергии
при росте потерь давления в соединительных трубопроводах указывается и в работе
[144]. Здесь так же, как и в [142], отмечается, что особое влияние на
холодопроизводительность оказывают потери давления в трубопроводах всасывания.
Потери давления в жидкостной магистрали можно рассматривать как незначительные.
Авторы работы [144] потери давления оценивают по эквивалентному перепаду
температур на фреоновой магистрали. При этом даются конкретные рекомендации для
проектирования: снижение температуры насыщения, эквивалентное соответствующему
падению давления, не должно превышать 1?2 К. Исходя из этого, в [144] даются
рекомендации для оптимальных скоростей потока хладагента в трубопроводах
холодильных машин для различных хладагентов: на линии всасывания (от 5 до 40
м/с) и нагнетания (от 8 до 30 м/с). Последнее несколько противоречит
правильному замечанию самих авторов [144] об особом влиянии потерь давления на
линии всасывания.
Негативные последствия увеличения гидравлических сопротивлений во всасывающем
трубопроводе рассматривались также в работе [145]. Здесь отмечается, что особо
ощутимое воздействие на холодопроизводительность имеют потери давления в
низкотемпературных одно- и многоступенчатых холодильных установках. Отмечается,
что при расчете потерь давления в двухфазном потоке необходимо учитывать не
только потерю давления, связанную с преодолением сил трения среды о стенку
канала, но и дополнительные потери давления, связанные с рассеиванием энергии
при взаимодействии фаз. По оценкам авторов [145] эта составляющая потерь
давления колеблется от 10 до 20 % от общего его уровня.
В работе [74] дается физическая модель и количественные оценки влияния потерь
давления на линии всасывания и нагнетания в холодильной машине. Показано, что
если, к примеру, потеря давления при всасывании хладагента в компрессор
составляет 0,1 бар, то при температуре испарения порядка ?15 °С потеря
холодопроизводительности составит 9,2%, а мощность на валу компрессора (при
заданной холодопроизводительности) должна быть увеличенапочти на 7%, что в
основном, обусловлено увеличением степени сжатия на 3,5
- Київ+380960830922